Лекции по ТМ и ВО ТЭС

1.2. Высота всасывания и кавитация в насосах

Геодезическая высота всасывания Hвс — разность отметок оси колеса насоса и свободного уровня в резервуаре, из которого жидкость всасывается (см. рис. 2). Движение жидкости от поверхности свободного уровня до входа в рабочее колесо происходит за счет потенциальной энергии всасываемой жидкости. Расход потенциальной энергии жидкости на ее подъем во всасывающую воронку колеса и потери энергии на преодоление сопротивления всасывающего трубопровода при известных условиях ведут к кавитации.

Кавитация — это гидродинамическое явление в гидравлических машинах, в том числе в насосах, зависящее от гидродинамических характеристик машины и физических свойств жидкости, приводящее к разрушению как движущихся, так и неподвижных частей гидравлических машин. Длительная работа лопастных насосов в условиях кавитации приводит к характерному разрушению их рабочих колес, зависящему от свойств металла и степени развития кавитации.

Кавитация начинается при падении давления жидкости до значения, равного или меньшего упругости ее насыщенного пара, и сопровождается нарушением сплошности потока и образованием пузырей или полостей (каверн), заполненных паром. Кавитационные явления могут возникать также при снижении местного давления по причинам динамического характера.

Проблема кавитации в насосах стала особенно острой в связи с повышением частоты вращения их рабочих колес особенно у питательных насосов энергоблоков на сверхкритические начальные параметры пара.

Известно несколько видов кавитации гидромашин: а) пузырьковая; б) в форме каверн ограниченного размера; в) в форме обширных каверн.

Пузырьковая форма кавитации обычно развивается около лопастей, омываемых потоком без значительных градиентов давления. Происходят возникновение и рост пузырьков, они движутся вдоль лопасти колеса и затем разрушаются.

Если в потоке жидкости имеются местные зоны разрежения, тогда возникают связанные с ними и с обтекаемой потоком лопастью насоса каверны — стационарные полости, охватывающие часть лопасти рабочего колеса при его вращении. При обширных кавернах занятые ими стационарные полости охватывают всю лопасть и замыкаются за ней. Наблюдения показывают, что такая форма кавитации при обтекании плоского крылового профиля начинается от его входной кромки. В хвостовой части каверна неустойчива, здесь от нее периодически отделяются участки различных размеров и форм, которые затем сносятся потоком и замыкаются.

В настоящее время принято считать, что кавитационное разрушение материала происходит из-за механического воздействия кавитирующего потока на материал. Циклический процесс разрушения одних каверн (или пузырьков) и образования новых заставляет колебаться хвостовую часть каверны на обтекаемой поверхности. Степень кавитационного повреждения лопасти зависит от давления, при котором происходит разрушение каверн.

Это явление сопровождается кавитационными гидравлическими ударами, приводящими материал лопасти к усталости. Кроме поверхностного разрушения металла, вызванного усталостными явлениями в результате многократных гидравлических ударов, имеют место также отрыв и унос частиц металла жидкостью, проникающей в поры металла и выталкиваемой из них под действием колебаний давления жидкости. Пористые металлы более подвержены подобным разрушениям.

Снижение абсолютного давления в проточной части насоса до давления упругости пара перекачиваемой жидкости, приводящее к кавитации, может быть общим для всей системы или местным. Общее падение давления может быть вызвано рядом причин: увеличением геодезической высоты всасывания или уменьшением подпора на всасе, снижением абсолютного давления в системе, ростом температуры перекачиваемой жидкости. Местное уменьшение давления может быть связано с причинами динамического характера: с возрастанием скорости жидкости вследствие увеличения частоты вращения, с отрывом или сжатием потока, с отклонением линий тока от нормальных траекторий.

При всасывании из открытой емкости, когда на уровень жидкости действует атмосферное давление, высота всасывания определяется по формуле

Здесь рб и рп — давления барометрическое и насыщенного пара при данной температуре жидкости; Hвс— сопротивление всасывающего трубопровода, м; с0 — скорость жидкости на входе в насос, м/с; Hк — необходимое избыточное давление во всасывающей воронке насоса сверх давления насыщенного пара, называемое антикавитационным запасом, м.

Питательные насосы ТЭС всасывают воду с температурой выше 100 ºС из закрытых аккумуляторных баков деаэрированной воды, где имеется паровая подушка с равновесным давлением насыщенного пара, соответствующим температуре воды. В этом случае в формулу (11) вместо pб должно быть подставлено рд - давление в деаэраторе. В то же время рп = рд и формула (11) преобразуется к виду

Здесь в отличие от формулы (11) Hвс — подпор жидкости над всасывающей воронкой насоса, имеющий противоположный знак по сравнению с Нвс в формуле (11).

Требуемый антикавитационный запас энергии на всасе насоса Hк зависит от его подачи, от частоты вращения и от конструкции входных элементов лопастного колеса насоса и может быть определен по формуле

Hк 1 с02 2 w12 .

2g 2g

(13)

Здесь с0 и w1 - абсолютная и относительная скорости потока во всасывающей воронке насоса и на входной кромке лопастного колеса; λ1 и λ2 — опытные коэффициенты. Для оптимальных режимов λ1 = 1,2. Коэффициент λ2 зависит от шага, толщины, формы и кривизны входной кромки лопасти. Его оптимальное значение равно λ2 = 0,3.

Склонность рабочего колеса насоса к кавитации существенно зависит от характера изменения относительной скорости w обтекания жидкостью его профиля.

На рис. 6 показаны результаты измерений относительной скорости потока жидкости вдоль рабочей лопасти насоса. Скорость близка к нулю в некоторой точке А на входной кромке.

Рис. 6. Распределение относительных скоростей жидкости по обводам профиля вращающейся рабочей лопасти насоса

А — входная кромка лопатки; В — выходная кромка; Sa — путь обхода по лицевой стороне профиля; Sб — путь обхода по тыльной стороне профиля

На тыльной стороне профиля Sб она резко возрастает на некотором удалении от точки А до wмакс, заметно превышающей относительную скорость набегающего потока вследствие искривления линий тока при обтекании входной кромки: wмакс > w1. Далее на тыльной стороне профиля скорость быстро падает, а затем снижается более медленно до w2 — относительной скорости выхода жидкости из рабочих лопаток.

На лицевой стороне профиля Sа на небольшом удалении от точки А скорость резко возрастает, а затем сохраняется почти постоянной и лишь в конце профиля немного возрастает до w2. Положение точки А на профиле зависит от угла атаки γ: точка находится на входной кромке (в точке максимальной кривизны) на режиме обтекания, который принято называть режимом безударного входа. Угол атаки γ при безударном входе обычно отрицателен.

Важной характеристикой склонности рабочего колеса насоса к кавитации является отношение максимальной относительной скорости wмакс к скорости набегающего потока w1. Отношение связано с коэффициентом кавитации λк соотношением

к (wмакс /w1)2 1.

(14)

Физический смысл коэффициента кавитации становится понятным после установления связи между давлением жидкости и ее относительной скоростью на профиле. Максимальное местное снижение давления равно:

p1 pмин (wмакс2 w12)/2 к w12 /2.

(15)

Здесь p1 — давление жидкости перед рабочими лопастями насоса; pмин — минимальное давление у профиля лопасти. Если рмин будет меньше, чем давление насыщения, то будет происходить вскипание жидкости и, как следствие, кавитация. Таким образом, коэффициент кавитации λк является мерой снижения давления на профиле лопасти. Желательно иметь значение λк минимальным. Для обычных рабочих колес в области расчетных режимов согласно опытным данным λк = 0,3÷0,4.

Минимальный антикавитационный запас энергии в уравнении (12) может быть определен в зависимости от частоты вращения ротора насоса п и от его производительности (подачи) Q по формуле, предложенной С. С. Рудневым:

n Q 4/3

Hк.мин 10 cкр .

(16)

Здесь скр — коэффициент, выражение для которого может быть получено из формулы [16]:

cкр 5,62nQ1/2( Hк.мин) 3/4,

(17)

Выражение (17) для скр структурно подобно выражению (10) для коэффициента быстроходности насоса ns. Разница лишь в том, что вместо напора насоса Н в него входит антикавитационный запас энергии на всасе

Нк.мин.

Это сходство выражений дало основание назвать скр кавитационным коэффициентом быстроходности. Между коэффициентом скр и быстроходностью ns существует зависимость

Коэффициент широко используется при оценке кавитационных качеств осевых насосов. Для центробежных насосов большее распространение при оценке кавитационных качеств имеет коэффициент скр, который получают путем кавитационных испытаний насосов. Для первой ступени многоступенчатых насосов, характеризующихся значением ns = 80÷120, получены значения скр = 1500÷1700.

Кавитация насосов сопровождается дополнительными явлениями, отрицательно сказывающимися на работе насоса: шумом и вибрацией, снижением КПД и характеристик H(Q). Если ns < 100, тогда кривые H(Q), КПД и мощности почти не изменяются с уменьшением давления на всасывании, но резко падают при кавитационном срыве. При ns = 100÷350 кривые H(Q) и N (Q) снижаются постепенно до тех пор, пока не будет достигнута точка кавитационного срыва. Для осевых насосов с ns> 450 нет отчетливо выраженной точки кавитационного срыва: наблюдается лишь постепенное снижение кривых H(Q) и N(Q). Снижение кривых H(Q) и КПД может начаться до достижения давления парообразования на входе в колесо за счет выделения воздуха или легкокипящих фракций из перекачиваемой жидкости.

Для защиты насосов от кавитационного разрушения применяются меры, не связанные и связанные с изменением конструкции насоса. К первым относятся:

а) уменьшение сопротивления всасывающих линий (минимальная их длина, оптимальный диаметр, отсутствие резких поворотов);

б) ограничение скорости жидкости во всасывающих трубопроводах значениями 1 — 2 м/с при определении их диаметра;

в) недопущение воздушных мешков при трассировке всасывающих трубопроводов (в противном случае предусматриваются устройства для удаления воздуха).

Конструктивные меры предусматриваются для первых ступеней многоступенчатых насосов. К ним относятся:

а) конструирование насосов с минимальным значением коэффициента быстроходности. ns и применение колес с оптимальными входными угла ми лопастей;

б) применение оптимального числа рабочих лопастей z = 6÷8, а при больших значениях ns увеличение числа лопастей против вышеуказанного;

в) удлинение лопастей в осевом направлении всасывающей воронки; г) применение гладких стенок и закругления входных кромок лопастей; д) устранение резких изменений направления потока у входа в колесо; е) применение входного направляющего аппарата для оптимальной

закрутки потока; ж) применение шнекоцентробежного колеса у первой ступени;

з) применение первой ступени насоса с вихревым отрывом потока; и) применение бустерных насосов с пониженной частотой вращения; к) применение насосов с суперкавитирующими лопатками.

1.3. Работа насосов на сеть и регулирование производительности

Насос и внешняя сеть, на которую работает насос, образуют единую систему, определяемую равенством подачи Q насоса и количества жидкости, проходящей по внешней сети, а также равенством напора Н, создаваемого насосом при постоянной частоте вращения [формула (4)], и напора, расходуемого сетью Нс [формула (6)]. Графически равновесие системы насос

— сеть (Н = Hс) выражается точкой пересечения А характеристики насоса Н (Q) с характеристикой сети Hс(Q), называемой рабочей точкой (рис. 7.).

Рис. 7. Характеристики центробежного насоса (при постоянной частоте вращения) и сети

Н — напорная характеристика насоса; Hc — характеристика (сопротивление) сети; Hст — статическая часть характеристики сети; Hд1, —динамическая часть характеристики; А — рабочая точка; Q1 — подача насоса, соответствующая рабочей точке характеристики

В общем случае характеристика сети Hс(Q) состоит из статического и динамического ее сопротивлений. Статическое сопротивление не зависит от расхода среды и в формуле (7.6) определяется суммой: Hст (p2 p1)/ z где (р2 — р1) разность статических давлений в напорном и приемном резервуарах (см. рис. 2): z— разность уровней жидкости в этих же резервуарах.

На рис. 7 Hст отложена в виде горизонтальной прямой линии.

скорости движения среды по трубопроводам сети, а следовательно, и от ее расхода Q (зависимость квадратичная). В рабочей точке динамическое сопротивление сети обозначено через Hд1, чему соответствует подача насоса

Q1.

Вчастном случае, если насос работает на замкнутую сеть с возвратом среды на его всас (например, насосы рециркуляции), статическое сопротивление сети Hст = 0 независимо от того, под каким абсолютным давлением находится перекачиваемая жидкость.

Вусловиях ТЭС обычно приходится иметь дело со сложной сетью, состоящей из нескольких разветвленных трубопроводов различного диаметра

идлины, включенных между собой параллельно и последовательно и расположенных иногда на различных отметках.

При последовательном соединении участков и неизменном статическом сопротивлении всей сети новая характеристика получается суммированием динамических сопротивлений участков при заданной подаче. К динамическому сопротивлению первого участка Hд1 добавляется динамическое сопротивление второго участка Hд2 и третьего Ндз, и парабола суммарной характеристики сети Нс становится все более крутой (рис. 8).

Рис. 8. Характеристики насоса и сети при последовательном соединении трех участков с одинаковым статическим сопротивлением Нст.

Нд1 ,Нд2 и Нд3 — динамические сопротивления участков; Нс1, Нс2 и Нс3 — суммарные характеристики сети при наличии одного, двух и трех последовательных участков; А1—А3 — рабочие точки на характеристике насоса; Q1—Q3 — три значения подачи насоса

При параллельном соединении участков характеристика сети получается суммированием расходов жидкости через отдельные участки при постоянном напоре.

На рис. 9 рассмотрен случай работы насоса на сеть, в которой каждый из параллельно включенных участков с динамическими сопротивлениями Нд1 и Нд2 имеет также различное статическое сопротивление Нст1 и Нст2. Суммарная характеристика сети Нс в этом случае изображается ломаной кривой, состоящей из характеристики Нс2 участка 1-2 от нулевой подачи до точки ее пересечения с линией статического напора Нст1, а затем переходящей в кривую Нс (участок 2-А), получаемую суммированием подачи Ql и Q2 при постоянных значениях напора.

Рис. 9. Характеристики насоса и сети с двумя параллельными участками

Нст1 и Нст2 — статические напоры участков; Нд1 и Нд2 — динамические сопротивления участков; Нс1, Нс2 и Нс —суммарные характеристики первого и второго участков и всей сети; 1—2 — совпадение характеристики второго участка с характеристикой всей сети; А — рабочая точка на характеристике Н насоса; Q, Q1, и Q2 — подача насоса и расходы жидкости через первый и второй участки сети

В условиях эксплуатации возникает необходимость регулирования подачи насосов. Регулирование может осуществляться двумя способами: изменением характеристики сети и изменением характеристики насоса.

К первому способу относится дроссельное регулирование, заключающееся в дросселировании потока жидкости с помощью задвижки на нагнетании насоса. Дросселировать поток на всасывающей стороне насоса не рекомендуется, так как это может привести к возникновению кавитации. Дросселирование потока с помощью регулирующей задвижки или клапана на нагнетании насоса является наиболее распространенным, простым и надежным способом регулирования подачи. Его недостатком является низкая

экономичность способа, так как регулирование подачи сопровождается потерей энергии и части напора в дроссельном органе. При дроссельном регулировании из-за большой местной скорости изнашивается регулирующий орган и возникает опасность его неплотного закрытия при остановке насоса. Для обеспечения минимального снижения КПД насосного агрегата при дроссельном регулировании напорная характеристика насоса должна быть наиболее пологой.

Дросселирование потока с помощью регулирующей задвижки равносильно введению в сеть дополнительного сопротивления. Статическое сопротивление сети Нст при этом не изменяется, а к динамической составляющей добавляется новое сопротивление, и парабола становится более крутой. Этот метод регулирования можно пояснить, используя упоминавшийся выше рис. 8. Каждому положению регулирующей задвижки в этом случае будет соответствовать свой график динамического сопротивления сети.

На рис. 8 изображены три характеристики сети – Нс1, Hc2 и Нс3, соответствующие трем положениям за движки: полностью открытому и различным степеням прикрытия.

Вторым способом регулирования производительности насоса воздействием на характеристику сети является байпасирование или перепуск части жидкости из напорной линии на всас насоса. Этот способ графически изображен на рис. 10

Рис. 10. Регулирование производительности насоса перепуском (байпасированием) потока

Нс1 — характеристика основной сети при закрытом перепуске; Hc2 — характеристика перепускной линии; А1—рабочая точка первого режима (с закрытым перепуском); A2 — рабочая точка режима с перепуском; Q1— подача насоса в первом режиме; Q1' — подача жидкости в основную сеть в режиме с перепуском

Напор насоса при открытии перепуска снижается от Н1 до Н2, а подача возрастает от Q1 до Q2, уменьшение напора вызывает уменьшение расхода жидкости через основную линию от Q1 до Q1'.

С точки зрения экономичности такой способ регулирования приемлем для насосов с большой быстроходностью (ns > 250) и для вихревых насосов, у которых мощность падает с увеличением подачи. В центробежных насосах с ns < 250 регулирование перепуском вызывает увеличение потребляемой мощности и может приводить к перегрузке двигателя.

Способы регулирования производительности изменением характеристики насоса в общем являются более экономичными. Из них на первое место следует поставить регулирование изменением частоты вращения рабочего колеса (рис. 11).

Регулирование частоты вращения легко осуществляется при электродвигателях постоянного тока. При переменном токе задача усложняется — используются асинхронные электродвигатели с фазным ротором. Можно также применять электромагнитную или гидравлическую муфту. Для питательных насосов с потреблением мощности более 12 МВт целесообразно применение паротурбинного привода, обеспечивающего плавное регулирование частоты вращения в широком диапазоне.

Регулирование изменением частоты вращения приводит к новому положению характеристики насоса, и рабочая точка перемещается в новое положение, соответствующее новому значению подачи. Отличительной особенностью этого метода является то, что он не приводит к дополнительным потерям в системе насос — сеть. КПД насоса сохраняется в первом приближении постоянным, и этим обеспечивается максимальное значение КПД насосной установки.

Рис. 11. Регулирование подачи насоса изменением частоты вращения его рабочего колеса